某乘用車前減震器補償閥片強度分析研究

羅得榮

（廣西艾盛創制科技有限公司，廣西 柳州 545007）

某乘用車前減震器補償閥片強度分析研究

羅得榮

（廣西艾盛創制科技有限公司，廣西 柳州 545007）

隨著汽車技術的迅速發展，以及人們對乘用車的操作穩定性和乘坐平穩性提出更高的要求，汽車減震器作為汽車底盤的重要部件，其性能直接影響人們對乘用車乘坐舒適度的主觀體驗，而減震器閥片作為直接影響減震器性能和壽命的重要零件，其力學性能指標至關重要。所以我們很有必要對減震器閥片做更多的研究，研究基于HYPERMESH、ABAQUS對前減震器補償閥片進行強度分析研究。

汽車減震器；補償閥片；abaqus；hypermesh；異響；失效；強度分析

前言

當今世界汽車的普及度已經很廣泛，所以人們對汽車舒適性的敏感度也愈來愈高，減震器作為汽車減震吸能提高舒適度的重要部件，其性能和耐久性是廣大汽車制造商提高底盤性能的重要指標。目前研究汽車減振器模型有兩類，一類用于汽車動力學系統仿真研究，另一類用于分析減振器阻尼閥彈簧閥片的變形，后者對指導新型減振器的研制有重要意義[1]。閥片在彈簧作用下的變形計算一直是制約減振器復合閥參數設計的關鍵問題，由于受邊界約束條件和變形連續性條件的制約，一直未能給出其精確的解析計算式．國外，對減振器閥片參數解析設計方面的研究很少，對彈性元件的復雜變形計算大多是利用有限元進行數值計算，也有學者利用能量法或攝動理論進行了近似計算[2]。本文基于薄板變形的相關理論，以及所推導得到的減震器閥片受局部均載時的變形解析式，對某型乘用車的減震器閥片的強度進行系統研究。

根據目前某型乘用車售后反饋情況，乘用車前減震器出現異響，我們經過對多個前減震器進行拆解發現，引起該型號乘用車減震器異響的主要原因是補償閥片（包括壓縮閥片和復原閥片）都出現了斷裂失效情況，具體斷裂失效情況見現場所拍圖片：圖1、圖2。

圖1 復原流通閥片

圖2 復原阻尼閥片

1 有限元模型的建立

1.1 幾何模型的建立

汽車減震器活塞結構由伸張閥和流通閥組成。在活塞的上端是由伸張閥彈簧、伸張閥墊、伸張閥圓片及伸張閥槽片構成的伸張閥（即復原阻尼閥）；在活塞的下端是由流通閥彈簧、流通閥墊、流通閥圓片及流通閥槽片構成的流通閥（即復原流通閥）?，F在我們需要研究的是閥片的強度問題，故需對活塞結構進行簡化處理后進行有限元仿真分析，通過利用3D建模軟件UG對減震器活塞結進行簡化修改，然后再導入hypermesh進行幾何清理和網格劃分[3]，其中用來固定閥片的墊片采用四面體網格離散，而閥片采用六面體單元離散，為了比較準確模擬閥片的受力情況，在有限元建模中對減震器活塞結構進行如下簡化，只留下固定閥片的墊片和閥片，最終建立了基于減震器活塞閥片強度的有限元模型，如圖3。

圖3 減震器閥片的力學模型

圖4 壓縮閥片有限元模型

圖5 復原閥片有限元模型

1.2 載荷工況

1.2.1 閥片的力學模型

已知減振器閥片在活塞運動過程中，上腔和下腔所產生的壓力差會使閥片向外側變形，這時在閥片與活塞端面之間就形成了圓盤形縫隙，油液從縫隙中流過，產生阻尼力，用于衰減車身的振動。在開閥的瞬間，閥片只受到部分均布載荷的作用，稱之為局部均載[4]。將減震器閥片的模型進行簡化處理，得到如圖3所示力學模型。閥片內圈全約束，外圈呈自由變形狀態。圖中q 為局部均載，h 為閥片厚度，ra為閥片內半徑，rb為閥片外半徑，rc為局部均載作用的外半徑。

1.2.2 減震器補償閥片變形的撓度與所受局部均載的解析式

由薄板力學可知，極坐標下閥片變形勢能的微分方程為[5]：為閥片任意處半徑；θ為閥片的周向角度；w為對應閥片半徑處的撓曲變形量；μ為泊松比；E為彈性模量。

外力對閥片所作功的微分方程表示為：

式中：閥片的彎曲剛度

則軸對稱時閥片的總勢能如下[3-4]：

從最小能量原理出發，認為當閥片處于穩定平衡狀態時，其總勢能最小，即：

由于w 是半徑r 的函數，由式（3）可知，總勢能Π是半徑r 的泛函，用級數表示閥片的撓曲變形量有：稱為形函數，它的每一項原則上都應該滿足給定閥片的幾何邊界條件。將式（5）代入式（4）并進行變分：

式中：Cm是m 個待定系數，

推導得出如下具體形式：

由圖6 所示給出節流閥片的邊界條件[5]：

H(1,n)是由2度點和3度點組成的,其中n2=2n+4, n3=2n-2。它的邊組合度當θ≥5時,而當n≥2時,都有θ≥5成立,因此對n≥2都成立,于是π(H(1,n))=「?k。

式中：M為環形薄板所承受的彎矩；V為環形薄板總的分布剪應力。

通過上述邊界條件和各方面權衡， 決定采用如下撓曲面函數表達式進行求解：

聯立式（8）、（9）可推導出C1和C2關于C3的表達式，再反代回式（9），則ω中只剩下待定系數C3，求ω對閥片半徑r 的一階導數并整理得：

再求ω對閥片半徑r 的二階導數并整理得：

將式（10）和（11）代入式（1）的積分項中并整理得：

將式（9）代入式（2）并整理得：

將式（12）和（13）分別對C3求一階導數并代入式（7）整理求出C3的表達式：

將式（14）代入撓曲面函數表達式并整理得：

式中：局部均載變形系數GL為：

由式（15）可知減震器閥片在做活塞運動過程中，撓度與所受局部均載的解析關系[4]。

1.3 減震器閥片的強度分析

根據以上所推導得到的撓度與所受局部均載的解析式可知，在保證撓度一定值的情況下，可以得到對應均布載荷q，同時保證均布載荷一定，也可以得到相應的撓度值，即對應于閥片邊緣的位移值。 而本文通過研究閥片在達到對應的位移時閥片的強度是否滿足要求。已知減震器閥片的材料是一種十分廣泛的合金彈簧鋼60SiMnA，它具有較高的強度和彈性極限，材料的屈服強度為1570MPa，彈性模量E=2.06X105和泊松比0.3，由于不論是壓縮閥片還是復原閥片其安裝條件都是通過夾緊內圈活塞桿上一起做往復運動，所以其相對于活塞桿都是固定內圈不動的，于是壓縮閥片和復原閥片的約束的邊界條件見如下圖 3，其均布載荷我們這里通過實際工況的閥片邊緣的位移值來換算的得到均布載荷，具體載荷的加載方式見圖3。

圖6 壓縮閥片應力云圖

圖7 復原閥片應力云圖

在保證減震器的壓縮閥片、復原閥片的總厚度都保持不變的情況，采取多片閥片方案對比得到應力云圖，見下圖6、圖7。

顯然根據云圖我們可以得知不管是壓縮閥片還是復原閥片，閥片出現失效斷裂的部位跟實際失效圖片是一致的，同時我們通過研究多種方案對比得知，在保持總厚度不變的情況下，采取2片閥片的方案時，應力分布較合理且應力值是小于屈服強度的，滿足閥片的強度要求。

2 結論

提出了基于通過薄板力學理論推導出均布載荷的減震器閥片強度分析方法，可以有效的校核了閥片的強度，從而解決了實際工況中閥片的失效問題，為減震器設計、閥片的設計具有一定的指導意義。

[1] 李幼德,李靜,宋大鳳,初亮.汽車減振器彈簧閥片變形模型的研究[J],汽車工程,2003(Vol.25)No.3.

[2] 提艷,周長城,趙雷雷,潘禮軍.減振器復合閥片在彈簧作用下的變形解析計算[J],山東理工大學學報（自然科學版）,1672-6197 (2016)03-0001-05.

[3] 張勝蘭等.基于hyperworks的結構優化設計技術[M]. 北京：機械工業出版社，2008:87-120

[4] 陳軼杰,趙軍,陳雨海,等.環形閥片局部加載變形研究[J],機械制造50卷第575期.

[5] Duflou J R, Nguyen T H M, Kruth J P. Geometric Reasoning for Tool Selection in Sheet Metal Bending Operations[J]. Integrated Design and Manufacturing in Mechanical Engineering, 2004,15.

A study on the strength analysis of the compensation valve for a pre-shock absorber

Luo Derong
( Guangxi aisheng technology co. LTD., Guangxi Liuzhou 545007 )

with the rapid development of automobile technology, and people to the operation of the passenger vehicle stability and riding stability put forward higher request, automobile shock absorber as an important part of automobile chassis,its performance directly affects people's subjective experience to passenger vehicle ride comfort, and the shock absorber valve plates as a direct effect on shock absorber performance and life of the important parts, its mechanical performance index is very important.Therefore, it is necessary for us to do more research on the shock absorber disc. This study is based on the analysis of the strength analysis of the compensation valve plate of the front shock absorber based on HYPERMESH and ABAQUS.

automobile shock absorber; Compensating valvedisc; Abaqus; Hypermesh; Sound; Failure; Strength analysisCLC NO.: U461.4

A

1671-7988 (2017)21-37-04

U461.4

A

1671-7988 (2017)21-37-04

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.21.014

羅得榮，就職于廣西艾盛創制科技有限公司。